3.3. Определение ресурса подшипников

ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТИ

Критерий соответствия подшипника требуемому ресурсу L_h (в часах) при заданной вероятности р безотказной работы представляют в виде:

L_sаh = а₁а₂а₃  (11)

где a₁ – коэффициент надёжности, принимаем а₁ = 1;

a₂ a₃ – коэффициент, учитывающий качество материала и условия эксплуатации подшипника; принимаем a₂ = 0,65, a₃ = 0,75.

С = 60,8 кН – паспортная динамическая грузоподъёмность;

n = 55 об/мин – частота вращения вала;

т – показатель степени, т = 3 для шариковых подшипников;

L_h = 7000 ч – требуемый ресурс подшипника;

Р_r – эквивалентная нагрузка данного подшипника при номинальном моменте на выходном валу, в Н;

K_б – коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке K_б =1,2, при умеренных толчках;

K_т – температурный коэффициент (для подшипников из стали ШХ15 примем K_т = 1 при рабочей температуре до 100С.

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Эквивалентная нагрузка рассчитывается для подшипника

опоры А по формуле P_rA = (X F_rA +YF_xА)K_б K_т, (12, а)

опоры В по формуле P_В = (X F_rВ +YF_xВ)K_б K_т, (12, б)

где F_rA и F_rВ – радиальные силы, действующие на А - опору и В – опору;

F_xА и F_xВ – осевые силы, действующие на А - опору и В – опору;

X и Y – коэффициенты, учитывающие влияние соответственно радиальной и осевой составляющих реакции в данной опоре, принимаем X = 0,41 и Y = 0,87;

Параметр осевой нагрузки е = 0,68.

Особенности расчёта радиально-упорных (в том числе роликовых конических) подшипников связаны с тем, что при действии радиальных нагрузок F_rA и F_rB (рис. 6, а) в подшипниках возникают осевые силы, соответственно, S_A и S_B (рис. 6, б). Появление этих сил обусловлено наклоном контактных линий по отношению к направлению действия радиальной нагрузки на угол .

S_А = eF_rА = 0,68

S_В = eF_rВ = 0,68

При наличии осевого люфта вал с внутренними кольцами подшипников под действием сил F_x, S_А и S_В сместится в сторону одной из опор.

 = S_A + F_x – S_B = 1046+2654-7841 = -4141  0, тогда вал сместиться в сторону левой опоры, на правую опору в осевом направлении будет действовать только внутренняя сила S_B , соответственно, F_xB = S_B . Из уравнения F_x + F_xA – F_xB = 0 следует, что сила F_xA = S_B – F_x = 7841-2654 = 5187 Н.

F_xА/ F_rA = 5187/1539 = 3,37 ˃ е

P_A = (0,41*1539+0,87*5187)*1*1 = 5144 Н.

F_xВ/ F_rВ = 7841/11531 = 0,68 = е

Р_В = 1*11531*1*1 = 11531 Н.

L_sаhА = 1*0,65*0,75* ˃ 7000

L_sаhВ = 1*0,65*0,75* ˃ 7000

4. Расчёт зубчатых передач

4.1. Определение расчётного контактного напряжения

Основная причина ограничения ресурса закрытых зубчатых передач – усталостное повреждение поверхностей контакта, или усталостное выкрашивание. Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде

_H  [_H], (13)

где _H , [_H] – соответственно расчётное и допускаемое контактное напряжение, принятое по условию отсутствия усталостного повреждения поверхности зубьев.

.

Таблица 4